陕西西安重装矿山电器设备有限公司 张向东 杨景华

基于ANSYS的公交车身静强度有限元分析

陕西西安重装矿山电器设备有限公司 张向东 杨景华

此次实验模型为某公交车车身骨架，通过proe三维建模软件建立模型，然后导入到ansysworkbench仿真平台中，对其进行分析研究，主要为网格的划分、边界条件的设定及其后处理，然后对该客车车身骨架在弯曲和扭转工况下进行了有限元分析。

建模；弯曲工况；扭转工况；有限元分析

1 引言

从结构力学的观点来看，大客车车身是由空间骨架、抗弯薄板、壳体和剪力蒙皮等构件构成的高次超静定结构，各杆件截面形状不一，而且杆件之间连接点的结构形式多样，因此结构分析难度很大。实践表明，有限元法是一种有效的数值计算手段，利用它计算得到的结构位移场和应力场，可以用来作为客车结构设计的原始依据或是改进设计的基础。

对车身骨架的承载特性的了解是车身骨架结构设计改进和优化的基础。本文以某公交客车车身骨架为研究对象，采用有限元分析的方法对其进行了静态强度分析。

2 车身骨架有限元建模

2.1 模型的简化

公交车身骨架是由许多钢质型材组焊而成的空间钢架结构，空间关系复杂、断面形式多样化。车身上的一些细微结构和一些非承载部件，对骨架变形和应力的分布影响很小，但是却增加了模型的复杂程度，所以有必要对车身骨架模型采取一些简化措施。

图1 该公交车三维实体模型

在车身骨架建模过程中，具体简化处理如下：

(1)略去非承载构件及装饰件：有些构件是为了满足安装或使用上的要求而设置的，这些构件对车身骨架的变形和应力分布影响较小，可以省略，以减小整车有限元模型规模；

(2)交叉连接的简化：对于车身骨架中交叉连接的梁，连接处可简化为一个节点，而对于距离较小的交叉连接，可合并为一个节点以减少方程的阶数，提高有限元求解的稳定性。

(3)曲梁简化为直梁：利用直梁近似地模拟车身骨架中曲率较小的曲梁。如可把左右侧围立柱、前后围挡风玻璃下横梁等曲杆简化为直杆；

(4)对于两个同向焊接梁，因其焊接处材料强度与梁内部材料强度近似，故可将两个梁近似为一根梁处理；

(5)省略工艺孔：从实体模型上可以看出车身底架前后段有很多工艺孔和安装孔。这些孔对模型的强度和刚度影响小，为了降低建模难度和工作量，在建模时不予考虑。

2.2 材料定义

该公交车身骨架大部分的材料采用Q235，部分构件采用65Mn钢。两种材料的常见材料属性和机械性能如表1所示。

表1 材料属性和机械性能

2.3 网格划分

该公交车身骨架中大部分构件为型钢，采用扫掠（Sweep）的方法对型钢、U型板、L型版划分网格，划分网格后其节点为531992，单元为99973，建立有限元模型如图2。

图2 车身骨架有限元模型

2.4 载荷的施加

在建立正确的车身骨架有限元分析模型的基础上,加载边界条件,并根据实际载荷配置情况,对车身骨架进行静强度计算分析。

车身骨架所受载荷及其加载方式如下：

（1）乘客20名，每个乘客质量按65kg计算，每个座椅质量10kg，重约75kg×20；驾驶员及其座椅重约110kg。以上载重力以集中载荷的方式加载到实际安装位置节点处。

（2）对于公交车上的站立乘员，可按照每平方实际最大站立人数，均布在车身底架节点上。根据国家最新的2004年的标准，城市公交车每平方米额定载客数量为8人，每人质量按65kg计算。

（3）车窗玻璃载荷。其中：前挡风玻璃质量约为80kg，后挡风玻璃约重20kg，侧窗玻璃共9块，重约24kg×9。按照实际安装位置，均布加载到相应位置处的梁上。

（4）公交车前门质量约为22kg,中门约重 25kg；发动机质量为500kg，变速器质量为350kg；天然气瓶共6个，重约130kg×6。这些载荷，按照实际安装位置，作为集中载荷加载到安装位置节点处。

（5）对于车身骨架的自重，由于在ANSYSWorkbench分析前处理过程中已经定义了材料的密度，根据用户设定的重力加速度值软件可以自动算出车身骨架的自重，在分析过程中自动进行加载。

3 两种工况下的分析

3.1 水平弯曲工况

客车在平坦路面上以较高车速行驶时，路面的反作用力使车身承受对称的垂直载荷。它使车身产生弯曲变形，其大小取决于作用在车身各处的静载荷

及垂直加速度。载荷加载时，取动载系数k=1.5，实际加载时，将各载荷的值扩大1.5倍加载在相应位置。添加约束时，约束了底架上靠近前后悬架的4个支撑点位置，分别约束前左悬架支撑点、前右悬架支撑点X、Y、Z三个方向的平动自由度，以及分别约束后左悬架支撑点、后右悬架支撑点Z方向上的平动自由度，释放其它自由度。弯曲工况下客车骨架的位移与应变云图如图3、图4所示。

图3 水平弯曲工况下客车骨架位移云图（放大20倍）

由图3可知，虽然该公交车底架尾部位移较大，最大值为11.752mm，但是整个车身骨架的变形协调性好，而且整个车身骨架位移考虑了钢板弹簧较大的受载变形。根据整个位移结果可知，该公交车在水平弯曲工况满足刚度要求。底架尾部位移值较大主要原因有三点：

(1)底架尾部载客量较大。最后一排设计了5个乘客座位，加上站立乘客，使该处载客量较大。

(2)底架尾部集中了全车6个天然气瓶。该公交车有6个车载天然气瓶，每个重量为130kg，全部集中在底架尾部，使该处载重量偏大。

(3)底架尾部距离后轴较远，且没有支撑，加之载荷较大，导致该部位位移相对较大。

建议将气瓶放置位置做适当调整，以减少底架尾部载荷。或者改进结构设计和材料，加强底架尾部刚度。由图4可知，在水平弯曲工况下，该公交客车车身骨架最大应力为290.83Mpa，出现在地板骨架上的空心型钢与U型板连接位置（如图5所示），超出了材料Q235的屈服极限，不符合强度、刚度要求，需要对这部分结构进行优化，使其满足强度、刚度要求。但是，车身骨架整体应力水平较小，在水平弯曲工况下整车刚度满足要求。后轴底架部分受力较大主要是由于该处为整车骨架的支撑部位，当车身在承受载荷变形时，只有在前后轮处，也就是底架与悬架吊耳连接处变形受到限制，导致该处应力水平较大。

图4 水平弯曲工况客车骨架的应力云图（放大20倍）

图5 水平弯曲工况下最大应力发生位置

3.2 扭转工况

本文中对客车在左扭转工况下进行了分析，仿真时约束如下：分别约束前左架支撑点、前右架支撑点Z方向上的平动自由度，约束后右悬架X、Y、Z三个方向上的平动自由度，释放后左悬架所有自由度，以此近似等效客车发生扭转时的情况。

从车身骨架位移图6中可以看出，最大位移发生在后围左上角和顶盖、左围交接处，最大值为25.831mm，这是考虑了钢板弹簧悬架的变形和左后轮失去路面支持后车身骨架的整体扭曲。

从整车应力云图7可知，在极限左扭转工况下，整车骨架应力水平较高处主要分布在：后轴底架处、前轴底架处、左围轮圈处、右围后轮圈处。整车骨架最大当量应力为392.44Mpa，发生在左侧围前轮圈上方的两个空心型钢的连接位置如图8所示，超出了材料Q235的屈服极限，进一步优化须改进设计。但是，整车在左极限扭转工况下，整体应力水平较低，满足要求。

图6 扭转工况下客车骨架的位移云图（放大20倍）

图7 扭转工况下客车骨架的应力云图（放大20倍）

图8 扭转工况下最大应力发生位置

4 结论

采用上述力学模型对车身结构进行有限元分析,能够提供足够准确的车身结构应力分布的大致规律,为客车车身设计工作提供了有价值的结构分析数据，为进一步减轻车身骨架重量提供了数据参考，在接下来的结构优化设计中，对于强度不足的结构需对其进行强度上的加强设计，对于满足强度和刚度要求且富余的部分，可进行结构优化，去除构件或是减小构件厚度，从而使得整车骨架质量减少，达到轻量化目的。

[1]刘开春.客车车身设计[M].北京：机械工业出版社,2012.10.

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[4]严运兵.某商用客车车架有限元分析与结构优化[D].武汉科技大学硕士学位论文,2012.5.

[5]佘翊妮.基于有限元的客车车身结构分析[D].武汉理工大学硕士论文,2003.2.

张向东，1970出生，陕西韩城人，大专，工程师，研究方向：矿用机电产品研发。